(57)【要約】内燃機関において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）と、吸気弁（７）の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構（Ｂ）とを具備しており、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて膨張比が高くされる。燃料としてアルコールを含有した燃料が用いられており、燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて機関低負荷運転時における膨張比が低下せしめられる。
2011070686.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて膨張比が高くされる火花点火式内燃機関において、燃料としてアルコールを含有した燃料が用いられ、燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて機関低負荷運転時における膨張比を低下させるようにした火花点火式内燃機関。
【請求項２】
燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
機関低負荷運転時における膨張比を低下させるときに機関負荷の低い側では機関負荷の高い側に比べて膨張比の低下量を大きくするようにした請求項１又は請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
機械圧縮比を低下させることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下される請求項１又は請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
排気弁の開弁時期を早めることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下される請求項１又は請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
通常は排気弁の開弁時期を早めることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下され、機械圧縮比を低下すべき要求があった場合には機械圧縮比を低下させることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下される請求項１又は請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は火花点火式内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
燃料としてアルコールを含有した燃料を用いた場合、燃料中のアルコール濃度が高くなるほどオクタン価が高くなり、ノッキングが発生しづらくなる。従って燃料中のアルコール濃度が高くなるほど圧縮比を高めることができる。そこで機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、燃料としてアルコールを含有した燃料を用い、燃料中のアルコール濃度が高くなるほど実圧縮比を高くするようにした内燃機関が公知である（特許文献１を参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００９−１１５０６３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところでアルコールのような酸素を含有した燃料を燃焼させると比熱の大きな水が通常のガソリンを燃焼させた場合に比べて多量に生成され、その結果燃焼温度が低下する。燃焼温度が低下すると燃焼圧が低下し、膨張端圧力が低下する。従って通常のガソリンを使用したときには膨張端圧力が大気圧以上となるが、アルコールを含有した燃料を用いたときにはたとえ実圧縮比を高めたとしても膨張端圧力が大気圧以下になってしまう場合、即ち過膨張となってしまう場合がある。しかしながらこのように過膨張になると熱効率が大巾に低下することになる。
本発明の目的は、アルコールを含有した燃料を用いたときに過膨張となるのを阻止し、それにより高い熱効率を確保することのできる火花点火式内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明によれば、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて膨張比が高くされる火花点火式内燃機関において、燃料としてアルコールを含有した燃料が用いられ、燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて機関低負荷運転時における膨張比を低下させるようにした火花点火式内燃機関が提供される。
【発明の効果】
【０００６】
機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて膨張比が高くされるので燃料としてアルコールを含有した燃料が用いられた場合には過膨張が生じる可能性がある。この場合、燃料中のアルコール濃度が高いほど過膨張になりやすくなる。しかしながら本発明では燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて機関低負荷運転時における膨張比が低下せしめられるので燃料中のアルコール濃度が高い場合であっても過膨張が生ずるのを阻止することができる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
図１は火花点火式内燃機関の全体図である。
図２は可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図４は可変バルブタイミング機構を示す図である。
図５は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図６は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
図７は理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図８は通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
図９は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図１０はＰＶ線図である。
図１１はアルコール濃度と膨張比との関係を示す図である。
図１２はアルコール濃度と実圧縮比との関係を示す図である。
図１３は吸気弁閉弁時期ＩＣ等のマップを示す図である。
図１４は運転制御を行うためのフローチャートである。
図１５は火花点火式内燃機関の別の実施例を示す全体図である。
図１６は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図１７はアルコール濃度と排気弁開弁時期の進角量との関係を示す図である。
図１８は排気弁開弁時期ＥＯのマップを示す図である。
図１９は運転制御を行うためのフローチャートである。
図２０は運転制御を行うためのフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【０００８】
図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
図１に示される実施例では燃料としてアルコールを含有した燃料が用いられており、燃料タンク２２内に貯留されているアルコール含有燃料が燃料噴射弁１３に供給される。本発明による実施例において使用される燃料中のアルコール濃度は０％から８５％程度の広い範囲に亘っており、従って燃料噴射弁１３から噴射される燃料中のアルコール濃度も広い範囲に亘って変化する。燃料タンク２２内には燃料噴射弁１３から噴射される燃料中のアルコール濃度を検出するためのアルコール濃度センサ２３が取付けられている。
一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１およびアルコールセンサ２３の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５６間には図３においてハッチングで示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５８が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５６を図３（Ａ）において実線の矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
図３（Ａ）と図３（Ｂ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図１から図３に示される可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。
一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超高膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は燃料としてガソリンを用いた場合の理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
一方、このような状況下で本発明者は機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討し、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことを見い出したのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
次に図９を参照しつつ運転制御全般について説明する。
図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、機械圧縮比、膨張比、膨張端圧力、実圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお図９において破線は燃料としてガソリンを用いた場合を示しており、実線は燃料として或るアルコール濃度のアルコール含有燃料を用いた場合を示している。また、本発明による実施例では触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯｘを同時に低減しうるように通常燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている。
まず初めに図９において破線で示される場合、即ち、燃料としてガソリンを用いた場合について説明すると機関高負荷運転時には前述したように図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従ってこのときには図９に示されるように機械圧縮比は低くされるので膨張比は低く、図９において破線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。
一方、図９において破線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷が中負荷領域の或る負荷Ｌまで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌよりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
一方、図９に示される例では機関負荷が負荷Ｌまで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌよりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。このように機関負荷が負荷Ｌ以下になると機械圧縮比および吸気弁７の閉弁時期は一定に保持されるので実圧縮比は一定に保持される。
吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌよりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
また、機関負荷が低くなると燃焼圧が低下するために膨張端圧力も低下する。従って図９において破線で示されるように機関負荷が低下するにつれて膨張端圧力も低下する。この場合、機関負荷が最も低下したときに膨張端圧力も最も低下するが図９からわかるように膨張端圧力が最も低下したときでも膨張端圧力は大気圧以下とはならない。
一方、図９において一点鎖線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において破線で示される場合と一点鎖線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、図９に示される例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌまで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において破線で示すように変化させても制御することができるし、一点鎖線に示すように変化させても制御することができるが、以下吸気弁７の閉弁時期を図９において破線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。
ところで前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
図１０は燃焼室５の容積Ｖおよび燃焼室５内の圧力Ｐの双方を対数で表したＰＶ線図を示しており、図１０において実線は燃料としてガソリンを用いた場合の機関低負荷運転時における容積Ｖと圧力Ｐとの関係を示している。図１０において実線で示されるように燃料としてガソリンが用いられている場合には機関低負荷運転時であっても膨張端圧力は大気圧以上であることがわかる。ところが本発明におけるように燃料としてアルコールを含有した燃料を用いた場合には膨張端圧力が大気圧以下となってしまう場合がある。
即ち、アルコールのような酸素を含有した燃料を燃焼させると比熱の大きな水が通常のガソリンを燃焼させた場合に比べて多量に生成される。その結果燃焼温度が低下し、燃焼圧が低下する。燃焼圧が低下すると膨張端圧力が低下し、その結果図１０において破線で示されるように膨張端圧力が大気圧以下になってしまう場合、即ち過膨張となってしまう場合がある。しかしながらこのように過膨張になると熱効率が大巾に低下し、従ってこのように過膨張になるのを阻止する必要がある。
ところで燃料としてアルコールを含有した燃料を用いた場合には燃料中のアルコール濃度が高いほど燃焼圧が低下し、膨張端圧力が低下する。一方、膨張端圧力は膨張比を低下させるにつれて上昇する。従って過膨張になるのを阻止するためには燃料中のアルコール濃度が高いほど膨張比を低下させればよいことになる。そこで本発明では燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて機関低負荷運転時における膨張比を低下させるようにしている。
なお、本発明による実施例では図１１に示されるように燃料中のアルコール濃度が高くなるにつれて膨張比が高くされる。また、燃料中のアルコール濃度が高くなるほどノッキングが生じにくくなり、従って燃料中のアルコール濃度が高くなるほど実圧縮比を高めることができる。従って本発明では燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて実圧縮比が高くされる。この場合、本発明による実施例では図１２に示されるように燃料中のアルコール濃度が高くなるほど実圧縮比が大きくされる。
さて、膨張比を低下させるには機械圧縮比を低下させる方法と排気弁９の開弁時期を早める方法との二つの方法がある。図９の実線は、機械圧縮比を低下させることによって機関低負荷運転時における膨張比を低下させるようにした場合の機械圧縮比等の変化を示している。なお、図９の実線は、燃料として或る濃度のアルコール含有燃料が用いられていて実圧縮比が機関負荷にかかわらずに一律に高められている場合を示している。
図９を参照すると、実線で示されるように機関高負荷運転時には実圧縮比が高められている分だけ機械圧縮比が高くされている。従ってこのとき膨張比も破線で示す場合、即ちガソリンを用いた場合に比べて高くなっている。一方、このとき膨張端圧力はガソリンを用いた場合に比べて低くなっている。また、このときスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されている。
機関負荷が低くなると図９において実線で示されるように吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。また、このとき膨張端圧力は徐々に低下する。
次いで機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷が負荷Ｌ１（＞Ｌ）まで低下すると機械圧縮比は最大機械圧縮比に達する。一方、図９に示される例では機関負荷がＬ１まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができず、従ってこのときにはスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御される。機関負荷がＬ１よりも低くなると機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
一方、図９に示す例では実線で示されるように機関負荷がＬ２（＜Ｌ）まで低下すると膨張端圧力が大気圧まで低下する。従って膨張端圧力が大気圧となる負荷Ｌ２よりも機関負荷の低い低負荷運転時には機械圧縮比を低下させることによって膨張比が低下せしめられる。図９からわかるように機関低負荷運転時に膨張比が一定に保持されていたとすると膨張端圧力は機関負荷が低下するにつれて大気圧以下にどんどん低下していき、このとき膨張端圧力が大気圧以下となるのを阻止するためには機関負荷が低下したときには膨張比を低下させる必要がある。
そこで本発明では、機関低負荷運転時において機関負荷の低い側では機関負荷の高い側に比べて膨張比の低下量を大きくするようにしている。なお、この場合図９に示される例では機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が低下せしめられ、それに伴なって膨張比が低下せしめられる。一方、図９に示される例では機関負荷がＬ２よりも低い機関低負荷運転領域では実圧縮比を一定に維持するために機械圧縮比が低下せしめられるにつれて吸気弁７の閉弁時期が早められ、このとき吸入空気量が負荷に応じた要求吸入空気量となるようにスロットル弁１７の開度はガソリンを用いた場合に比べて閉弁せしめられる。
本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル弁１７の開度は機関負荷および機関回転数に加えて燃料中のアンモニア濃度の関数となる。本発明による実施例では種々のアルコール濃度に対して図１３（Ａ）に示すような複数の吸気弁７の閉弁時期ＩＣのマップが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されており、種々のアルコール濃度に対して図１３（Ｂ）に示すような複数の機械圧縮比ＣＡのマップが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されており、種々のアルコール濃度に対して図１３（Ｃ）に示すような複数のスロットル弁１７の開度θのマップが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
図１４に運転制御ルーチンを示す。図１４を参照するとまず初めにステップ１００においてアルコール濃度センサ２３により燃焼室５内に供給される燃料中のアルコール濃度が検出される。次いでステップ１０１では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ａ）に示されるマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、次いでステップ１０２では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ｂ）に示されるマップから機械圧縮比ＣＲが算出され、次いでステップ１０３では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ｃ）に示されるマップからスロットル弁１７の開度が算出される。次いでステップ１０４では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１７の開度が開度θとなるようにスロットル弁１７が制御される。
図１５に別の実施例を示す。この実施例では排気弁９の開弁時期を制御するために可変バルブタイミング機構Ｂと同様な構造を有する可変バルブタイミング機構Ｂ′が排気弁９を駆動するカムシャフト９０に対して設けられている。この実施例では可変バルブタイミング機構Ｂ′により排気弁９の開弁時期を早めることにより機関低負荷運転時における膨張比が低下せしめられる。
図１６の破線は図９と同様に燃料としてガソリンを用いたときを示しており、図１６の実線は燃料として或るアルコール濃度のアルコール含有燃料を用いた場合を示している。図１６において実線で示されるようにこの実施例では膨張端圧力が大気圧となる負荷Ｌ２よりも機関負荷が低い機関低負荷運転領域では排気弁９の開弁時期がガソリンを用いた場合、即ち破線で示される場合に比べて進角される。排気弁９の開弁時期が進角されると膨張比は低下する。
この場合、本発明による実施例では図１７に示されるように燃料中のアルコール濃度が高くなるほど排気弁９の開弁時期の進角量は増大される。また、図１６の実線からわかるように機関低負荷運転時には機関負荷が低下するほど排気弁９の開弁時期の進角量は増大され、斯くして機関負荷が低くなるほど膨張比が低下せしめられる。なお、この実施例では機関低負荷運転時には機械圧縮比は最大機械圧縮比に維持されており、吸気弁７の閉弁時期は限界閉弁時期に保持されている。
この実施例においても吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル弁１７の開度は機関負荷および機関回転数に加えて燃料中のアンモニア濃度の関数となり、これら吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル弁１７の開度は種々のアルコール濃度に対して図１３（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示されるようなマップの形で予め記憶されている。
また、この実施例において排気弁９の開弁時期も機関負荷および機関回転数に加えて燃料中のアンモニア濃度の関数となる。従ってこの実施例では種々のアルコール濃度に対して図１８に示すような複数の排気弁９の開弁時期ＥＯのマップが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
図１９に運転制御ルーチンを示す。図１９を参照するとまず初めにステップ２００においてアルコール濃度センサ２３により燃焼室５内に供給される燃料中のアルコール濃度が検出される。次いでステップ２０１では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ａ）に示されるようなマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、次いでステップ２０２では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ｂ）に示されるようなマップから機械圧縮比ＣＲが算出され、次いでステップ２０３では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ｃ）に示されるようなマップからスロットル弁１７の開度が算出される。
次いでステップ２０４では検出されたアルコール濃度に応じた図１８に示されるマップから排気弁９の開弁時期ＥＯが算出される。次いでステップ２０５では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１７の開度が開度θとなるようにスロットル弁１７が制御され、排気弁９の開弁時期がＥＯとなるように可変バルブタイミング機構Ｂ′が制御される。
図２０に更に別の実施例を示す。この実施例では、通常は排気弁９の開弁時期を早めることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下され、機械圧縮比を低下すべき要求があった場合には機械圧縮比を低下させることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下される。
即ち、図９および図１６を比較するとわかるように機関低負荷運転時におけるスロットル弁１７の開度は図９に示される場合の方が図１６に示される場合よりも小さくされ、従って図９に示される場合の方が図１６に示される場合よりもポンピング損失が大きくなる。従って熱効率を考えると図１６に示されるように排気弁９の開弁時期ＥＯを早めることによって膨張比を低下させることが好ましく、従ってこの例では通常排気弁９の開弁時期ＥＯを早めることによって膨張比が低下せしめられる。
しかしながら機械圧縮比を低下すべき要求が出される場合がある。即ち、機械圧縮比を変化しうる場合、機械圧縮比が高くなるほど燃焼室５が扁平となる。その結果、機械圧縮比が高くなるほど燃焼室５周辺部の燃料が燃焼しずらくなり、斯くして未燃ＨＣが発生しやすくなる。従って例えばこのとき未燃ＨＣの発生量を低下させたい場合には機械圧縮比を低下することが好ましく、このような場合に機械圧縮比を低下すべき要求が出される。
このように機械圧縮比を低下すべき要求が出される場合の一例としては機関始動時或いは機関暖機運転時が挙げられる。即ち、機関始動時および機関暖機運転時は通常、触媒２０が活性化しておらず、従ってこのとき未燃ＨＣが触媒２０に流入すると未燃ＨＣは触媒２０において浄化されることなく触媒２０を素通りすることになる。従って機関始動時或いは機関暖機運転時には燃焼室５からの未燃ＨＣの排出量を低下させることが好ましく、従ってこの例では機関始動時或いは機関暖機運転時に機関圧縮比を低下すべき要求が出される。この実施例ではこのように機械圧縮比を低下すべき要求が出されたときに機械圧縮比を低下させることによって膨張比が低下せしめられる。
図２０に示される運転制御ルーチンを参照するとまず初めにステップ３００においてアルコール濃度センサ２３により燃焼室５内に供給される燃料中のアルコール濃度が検出される。次いでステップ３０１では機械圧縮比を低下すべき要求が出されているか否かが判別される。機械圧縮比を低下すべき要求が出されていない場合にはステップ３０２に進んで図１６の実線で示されるように機械圧縮比等が制御される。
即ち、ステップ３０２では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ａ）に示されるようなマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、次いでステップ３０３では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ｂ）に示されるようなマップから機械圧縮比ＣＲが算出され、次いでステップ３０４では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ｃ）に示されるようなマップからスロットル弁１７の開度が算出される。次いでステップ３０５では検出されたアルコール濃度に応じた図１８に示されるマップから排気弁９の開弁時期ＥＯが算出される。
次いでステップ３０６では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１７の開度が開度θとなるようにスロットル弁１７が制御され、排気弁９の開弁時期がＥＯとなるように可変バルブタイミング機構Ｂ′が制御される。
一方、ステップ３０１において機械圧縮比を低下すべき要求が出されていると判断されたときにはステップ３０７に進み、図９の実線で示されるように機械圧縮比等が制御される。
即ち、ステップ３０７では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ａ）に示されるマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、次いでステップ３０８では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ｂ）に示されるマップから機械圧縮比ＣＲが算出され、次いでステップ３０９では検出されたアルコール濃度に応じた図１３（Ｃ）に示されるマップからスロットル弁１７の開度が算出される。次いでステップ３１０では排気弁９の開弁時期ＥＯが基準時期に固定され、次いでステップ３０６に進む。このときステップ３０６では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１７の開度が開度θとなるようにスロットル弁１７が制御される。
【符号の説明】
【０００９】
１…クランクケース
２…シリンダブロック
３…シリンダヘッド
４…ピストン
５…燃焼室
７…吸気弁
２３…アルコール濃度センサ
７０…吸気弁駆動用カムシャフト
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【国際調査報告】
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